機械設計第九版濮良貴課后習題答案

1、第三章機械零件的強度3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限心=180MPa，取循環(huán)基數(shù)N°=5 106,m=9，試求循環(huán)次數(shù) N分別為7 000、25 000、620 000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。解“/Nh18"屎 m6MPa(TJN2, n2 "80 9 2.5 105 10 4 = 3 2.4M P a65 10一=2 2.7M P a6.2 1053-2已知材料的力學性能為” 260MPa ,兀二170MPa ,廠0.2，試繪制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解A'(0,170)C(2 6,0)2-oq(T°02 (Tj.OQ :.1T.T

2、 二二Z 170 =283.33M Pa1 t10.2得 d'(283.3%,283.3%),即卩 D'(141.67,141.67)根據(jù)點A'(0,170) , C(2 6 0) , D'(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應力圖如下圖所示63-3H 由于D/d=?2/62=L 16. r/d=3/62=0+壹教材附表久撞值靜礙和246*喪我材附圖乳I,播值得和宙0 90則3-4圓軸軸肩處的尺寸為： D=72mm , d=62mm , r=3mm。如用題 3-2 中的材料，設其強度極限 oB=420MPa，精車，彎曲，陽=1，試繪制此 零件的簡

3、化等壽命疲勞曲線。解因»=竺=1.2，3 = 0.067，查附表3-2，插值得J = 1.88，查附圖 d 45d 453-1得q0.78，將所查值代入公式，即k 嚴 1 q。-1 =1 0.781.88-1 =1.69169 丄一 110.75 0.911查附圖3-2，得5= 0.75 ；按精車加工工藝，查附圖 3-4，得卩嚴0.91, 已知1，則= 2.35二 A0，17% 35)C260,0 )D(141.67,141.6% 35)根據(jù)A(0,72.34 )C(260,0 ,D (141.67,60.29 )按比例繪出該零件的極限應力線圖如下圖3-5如題3-4中危險截面上的平均

4、應力0-m =20MPa，應力幅Oa=20MPa ,試分別按C二c，求出該截面的計算安全系數(shù)Sca。解 由題 3-4 可知 B =170MPa, E =260MPa,嚴0.2, K 2.35(1)工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應力的循環(huán)特性不變公式，其計算安全系數(shù)170= 2.28K 皿 。陌 2.35 300.2 20工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應力的平均應力不變公式，其計算安全系數(shù)Scad K o- o Om 1702.35 -0220=1.81K o o °n2.3530 20第五章螺紋連接和螺旋傳動5-1分析比較普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特點，各舉一例說明它們

5、的應用螺紋特點 類型普通螺紋應用牙形為等力三角形，牙型角600,內外般聯(lián)接多用粗牙螺紋，螺紋旋合后留有徑向間隙，外螺紋牙根細牙螺紋常用于細小零允許有較大的圓角，以減少應力留集件、薄壁管件或受沖擊、中。冋一公稱直徑按螺距大小，分為粗振動和變載荷的連接中，牙和細牙。細牙螺紋升角小，自鎖性較也可作為微調機構的調好，搞剪強度咼，但因牙細在耐磨，容整螺紋用易滑扣管 螺牙型為等腰三角管聯(lián)接用細牙普通薄壁管件形，牙型角550, 外螺紋旋合后無徑 向間隙，牙頂有較 大的圓角螺紋非螺紋密封的圓柱管螺紋用螺紋密封的圓錐管螺紋55o管接關、旋塞、閥門及其他附件55o管子、管接關、旋塞、閥門及其他螺紋連接的附 件米制

6、錐螺紋氣體或液體管路系統(tǒng)依靠螺紋密封的聯(lián)接螺紋梯形螺紋牙型為等腰梯形，牙側角30,內外螺紋以錐面巾緊不易松動，工藝較好，牙根 強度咼，對中性好最常用的傳動螺紋鋸齒形螺紋牙型不為等腰梯形，工作面的牙側角3o,非工作面的牙側角30 o。外螺紋牙根有較大的圓角，以減少應力集中。內 外螺紋旋合后，大徑處無間隙，便于對 中。兼有矩形螺紋傳動效率高和梯形螺 紋牙根旨度高的特點只能用于單向受力的螺 紋聯(lián)接或螺旋傳動，如螺 旋壓力機5-2將承受軸向變載荷的聯(lián)接螺栓的光桿部分做得細些有什么好處？ 答：可以減小螺栓的剛度，從而提高螺栓聯(lián)接的強度。5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時的受力變化情況， 它的

7、最大應力，最小應力如何得出？當氣缸內的最高壓力提高時，它的最大應力，最小應力將如何變化?礙刃胡*：碼/（討：）解：4G+G4最大應力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時，最小應力出現(xiàn)在膨脹到最大體積時。當汽缸內的最高壓力提高時， 它的最大應力增大， 最小應力不變5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力FX作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個螺栓受力最大？堡證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些？*/$. 罷鴦 Ib空命丨圖5 -49底板KfeS聯(lián)接環(huán) 將尺力尊效轉化到底板面王.可知底板受到軸向力比橫同力代.和傾覆力矩兒21）底板最左側的緣栓受力捷大，應驗算該蛭栓的拉伸強

8、度，雯求拉應力 cr（a-儀（2）應驗算底板右側邊緣的最大擠應力要求最大擠壓應力巧喚（h （3）應驗;車底板右惻邊緣的最水擠應力要求逼小擠壓應力円“ A 0 ,（4）應驗算底板在橫向力作用下是否會滑移”要求摩擦力F,*F“ ”5-5圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門起重機導軌托架。 兩塊邊板各用4個螺栓與立柱相連接，托架所承受的最大載荷為20kN，載荷有較大的變動。試問：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是 鉸制孔用螺栓連接為宜？為什么？Q215 ,若用M 6 X 40鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機械性能等級為8.8，校核螺栓連接強度。匚1nr彳1L4|卜一Li4-(-r1 -20 i L11

9、解采用鉸制孔用螺栓連接為宜因為托架所受的載荷有較大變動，鉸制孔用螺栓連接能精確固定 被連接件的相對位置，并能承受橫向載荷，增強連接的可靠性和緊密 性，以防止受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移，而普通螺栓 連接靠結合面產生的摩擦力矩來抵抗轉矩，連接不牢靠。（1）確定 M 6X 40的許用切應力J由螺栓材料 Q215,性能等級8.8，查表5-8，可知os = 640MPa，查 表 5-10 ,可知S =3.5 5.0®640182.86 128 MPaS3.5 5.0% = S :Sp二 640 =426.67M P a1.5（2）螺栓組受到剪力 F和力矩（T=FL ）,設剪力F分在

10、各個螺栓上的力為Fi，轉矩T分在各個螺栓上的分力為Fj，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即 r=75、. 2mm2 cos451 1FiF 20 二 2.5kN8 8 :F 巳 _ 20 300 10'一 8r 一8 75,2 10= 5.2kN由圖可知，螺栓最大受力Fmax=Fi2 Fj2 2FiFjCOS B=$2.52 (5 2)2 2 2.5 5. 2 cos45 =9.015kNFmaxT =Hd 24 d09.015 103H ,3 26 104= 319Fmaxd°Lmin9.015 1036 10" 11.4 10"= 131.8 ：

11、 %故M 6X 40的剪切強度不滿足要求，不可靠5-6已知一個托架的邊板用6個螺栓與相鄰的機架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設采用鉸制孔用螺栓連接，試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑最??？為什么?£3060kN6解螺栓組受到剪力F和轉矩，設剪力F分在各個螺栓上的力為 Fi， 轉矩T分在各個螺栓上的分力為 Fj(a)中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為r，即 r=125mmFiFjFL160 = 10kN660250106r612510二 20kN由（a）圖可知，最左的螺栓受力最大Fmax

12、二Fi Fj =10 20 = 30kN（b）方案中F-F =- 60 =10kN6 6FjmaxMrmax"6i 4FLrmax二 6v ri 460 250 10一3J -25J +1252 如0125 :2= 24.39kN125210-61丿由（b）圖可知，螺栓受力最大為Fmax =十F+2Fi Fj cos 0 =102 (24.39)22 10 24.392 = 33.63kN.由d0 -可知采用（a）布置形式所用的螺栓直徑較小5-7圖5-52所示為一拉桿螺紋聯(lián)接。已知拉丁所受的載荷F=56KN,載荷穩(wěn)定，拉丁材料為 Q235鋼，試設計此聯(lián)接解 該題屬于松螺栓聯(lián)按的題目。

13、拉伸強度條件為.56x拉桿材料為Q235,其6二9別尹&：所以取螺栓選用的直徑d=30mm.5-8兩塊金屬板用兩個M12的普通螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數(shù)f=0.3，螺栓預緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級為4.8的中碳鋼制造，求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。解 螺栓數(shù)目為2,接合面數(shù)為1.取防滑系數(shù)為K滬1.2,性能等級為2 8的碳鋼=320MPa>則戰(zhàn)栓所需預緊力FD為.島二得岀 F £甩色“12><1爐W1 Ks5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預緊力Fo=15000N,當受軸向工作載荷 F = 10 000N時，求

14、螺栓所受 的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預緊力。5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內的工作壓力P=01MPa，缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D1=350mm,D2=250mm.上、下凸緣厚均為25mm.試設計此聯(lián)接。(95-24受軸向載荷的螺捲組聯(lián)據(jù)解 (1) «定螺栓數(shù)工祁直徑d.査教材5-5,螺栓間距命Y 7孔取0=6取7=12.則螺栓間距"q ="氐=*螺栓直徑d=t0/6=92/15. 33皿 取左 選擇螺栓性能導級。選擇螺栓性能等級8.8級，查教材表5弋提Q 礙=甩- 64姻P總 *(3) 計草螺栓上的載荷，作州在氣缸上的最大壓力代和單個螺栓上

15、的工作載荷F分別対"F = =636N取殘余預緊力F1-1.5F,由教材公式25-15)螺栓的總載荷"F2=FHF=2. 5F=2. 5*6136=15340N(4) 許埔應力按不扌空制預緊力確定安全系數(shù)，查教材表5-10(取3=山許用拉應力* 9=玉=1規(guī)塚火S(5) 驗算螺栓的強度“査手冊.螺栓的大徑皿小徑d口3飛亦阿取螺栓處稱長度I=70im由教材公式 O10 螺柱的計算應力忑嚴厘=】迫7艇出Yb滿足強度條件。螺栓的標記為GB/T 57S2-3&M16X70,螺栓數(shù)量滬12,5-11設計簡單千斤頂(參見圖5-41)的螺桿和螺母的主要尺寸。起重量為40000N，

16、起重高度為 200mm,材料自選。圖 5-4|(1) 選作材料。螺栓材料等選用45號鋼二二丄。螺母材料選用ZCuA19Mn2,查表確定需用壓強P=15MPa.(2) 確定螺紋牙型。梯形螺紋的工藝性好，牙根強度高，對中性好，本 題采用梯形螺紋。(3) 按耐磨性計算初選螺紋的中徑。因選用梯形螺紋且螺母兼作支承，故取-'，根據(jù)教材式(5-45 )得> 0.8 ) = 26,13觀用 嵌P按螺桿抗壓強度初選螺紋的內徑。根據(jù)第四強度理論，其強度條件為氐二J/ + 3F蜀切但對中小尺寸的螺桿，可認為f廠，所以上式可簡化為,4| =式中，A為螺桿螺紋段的危險截面面積，-；S為螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)

17、，對于傳力螺旋，S=3.5-5.0;對于傳導螺旋，S=2.5-4.0;對于精密螺桿或水平螺桿，S>4.本題取值為5.故（5）綜合考慮，確定螺桿直徑。比較耐磨性計算和抗壓強度計算的結 果，可知本題螺桿直徑的選定應以抗壓強度計算的結果為準，按國家 標準GB/T5796-佃86選定螺桿尺寸參數(shù)：螺紋外徑d=44mm,螺紋內徑 d1=36mm,螺紋中徑 d2=40.5mm,螺紋線數(shù) n=1,螺距P=7mm.（6）校核螺旋的自鎖能力。對傳力螺旋傳動來說，一般應確保自鎖性要 求，以避免事故。本題螺桿的材料為鋼，螺母的材料為青銅，鋼對青 銅的摩擦系數(shù)f=0.09（查機械設計手冊）。因梯形螺紋牙型角口二

18、一,S62 12，所以呂=arctan =3*9'pv = arctan fv = arctan= 5 19cos 0因<"-,可以滿足自鎖要求。注意：若自鎖性不足，可增大螺桿直徑或減沾上螺距進行調整。（7）計算螺母高度 H.因選二-二所以H="加,取為102mm.螺紋圈數(shù)計算：z=H/P=14.5螺紋圈數(shù)最好不要超過 10圈，因此宜作調整。P而本題般手段是在不影響自鎖性要求的前提下，可適當增大螺距螺桿直徑的選定以抗壓強度計算的結果為準，耐磨性已相當富裕，所以可適當減低螺母高度?，F(xiàn)取螺母高度H=70mm,則螺紋圈數(shù)z=10,滿足要求。 -family:Time

19、s New Roman Bold;（8）螺紋牙的強度計算。由于螺桿材料強度一般遠大于螺母材料強度， 因此只需校核螺母螺紋的牙根強度。根據(jù)教材表5-13，對于青銅螺母血三,這里取30MPa,由教材式（5-50）得螺紋牙危險截面的剪 切應力為6.36MPa<v滿足要求螺母螺紋根部一般不會彎曲折斷，通常可以不進行彎曲強度校核。（9）螺桿的穩(wěn)定性計算。當軸向壓力大于某一臨界值時，螺桿會發(fā)生側向彎曲，喪失穩(wěn)定性。好圖所示，取B=70mm.則螺桿的工作長度l=L+B+H/2=305mm螺桿危險面的慣性半徑i=d1/4=9mm螺桿的長度：按一端自由，一段固定考慮，取螺桿的柔度：_1，因此本題螺桿- :

20、- ,為中柔度壓桿。棋失穩(wěn)時的臨界載荷按歐拉公式計算得2 二一二 449.8 創(chuàng)° （謝爲二二 11.2»8二如0所以滿足穩(wěn)定性要求。第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接6-1I兩平薩相隔isoft布直 對軸的削弱均勻，并且兩髓的擠壓力對軸平鯨 對軸不產主IB加朗電，受 力狀態(tài)好，兩楔醸相隔90* -120*布首.若夾角過小，則對軸的局部肖喝目過大；若夬甬過大，則兩個楔鍵的總 承載能力下降.當夬甬再130*時，兩個楔鍵的承載能力大體上只相當于一個楔鍵的承載能尢口因此； 兩個楔鍵間的夾角既不能過大，也不能過小|半圈鍵在軸上的鍵槽絞深，對軸的削弱較犬，不宜將兩個半園鍵布貫在軸的同

21、一橫截面上.故可將 淚個半ID鍵布直在軸的同一母線上.通常半圓鍵只用于傳謹載荷不大的場合，一般不采用兩個半H】鍵.6-2脹套串聯(lián)使用時，由于各脹套的脹緊程庫有所不同+因此，承受栽荷時各個脹喬的承載量是有區(qū)別 的-所以，計算時引入額定:載荷系數(shù)廉來著慮這T3素的彭響.6-3在一直徑d= 80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖） 輪轂寬度L.5d，工作時有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計算其 允許傳遞的最大扭矩。解根據(jù)軸徑d=80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為b = 22mm，h = 14mm根據(jù)輪轂長度 L' = 1.5d=1.5 80 = 120mm取鍵的公稱長度L -90mm

22、鍵的標記鍵22 90GB1096-79鍵的工作長度為I =Lb=90 22 = 68mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度為k二匕=7 mm2根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應力% =1 1 0 M Pa根據(jù)普通平鍵連接的強度條件公式二空< 制kid變形求得鍵連接傳遞的最大轉矩為Tmax2000二翌見 7 68 80 11°= 2094N 20006-41. 確定聯(lián)軸器處鍵的翹和尺寸選A型平醸，根據(jù)軸徑-查表6得鍵的ft面尺寸丸：-丙取詹長 £ = UOmnip 鍵的標記為：20X 110 GBT 10962003.2. 校核連接強度聯(lián)軸器的材料為鑄鐵，查表取升= 5

23、5、lPa, = 0.5ft=0.5x12 = <hrmr l = L-b-訂0_2Q = ?Oinm，由公式（6-1）,擠壓應力20007-2000° = 52.9MPa <ff 6x90x701 丿滿足強度條件口3. 確定齒輪處鍵的糞型和尺寸"選A型平鍵，根據(jù)軸徑,查表6-1得鍵的截面尺寸為：t>= 25miii ,取腱長Z-£0mm ,腱的標記加25X SO GB T 1096-20034. 校核連播強度齒輪和軸的材料均為鋼，查表62 取ffI = 110MPa5 -0.3 = 0 5x14 = ?mm , 1-L-b -30-25-5 5

24、mm*由公式61）,擠壓應力20007 _ 2000x1000kid = 7x55x90=57r7MPa< <7g 滿足強庫條件.6-51. 軸所傳謹?shù)霓D矩7-/2=1500x250/2= 187.5N m2. 確定楔薩尺寸根據(jù)軸15mm 3查手冊得鉤頭楔鍵的截面尺寸為匕b= 14mm > /t = 9min >取鍵檢£=?Dniin，鍵的標記為；鍵1斗X70GB/T1565-197913校驗連接強度帶輪的材料為鑄鐵，查表62,取<jp-55MPi,取/-0.15i Z-Z-*-70-9-61mm,由公式（辰3）, 擠壓應力1200_,_心咲F14x61

25、x（14+6x0.15x45）p滿足強度條件.6-6第八章帶傳動8-1 V帶傳動的ni=1450r.min，帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)化=0.51，包角：i =180，初拉力Fo -360N。試問：（1）該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？（ 2）若小出=100mm，其傳遞的最大轉矩為多少？（3）若傳動效率為0.95，彈性滑動忽略不計，從動輪輸出效率為多少？解1 Fec =2Fo=2 3601-”.ee= 478.4N32丁干。譽 784 冒=23.92N mmFee vFecn1 d d13 Pnn4784 1450 314 100 0.95加00。60 100010001000x6010008

26、-2 V帶傳動傳遞效率P=7.5kW，帶速V 10ms，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即FF2，試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和初拉力Fo解10005N01000P1000 7.5 r=7v10Fe *1 -F2且 F1 =2F2.F2F2 7501500NFF0 牛2.F0 干上 h 5 0-07-501 1 2 5 N2 28-3解° = 639 45mm *査教材圖8形取島=639mm查教材衣弘久 取L4=4500mm由二一 2（片查IS材衣 8-5c 得 PZ 91KW.fi &知得血島 M） 59kw.®« 8-6 S KA-=1 3浚衰 8-8得K

27、a=0販査養(yǎng)階10得疋產13所P=8 S5KW-8-4有一帶式輸送裝置，其異步電動機與齒輪減速器之間用普通帶傳動，電動機功率P=7kW，轉速n960r min，減速器輸入軸的轉速n330r min ,允許誤差為_5% ,運輸裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工作，試設計此帶傳動。解(1)確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況系數(shù)Ka =1.2，故FCa 二 KaP =1.2 7 =8.4kW(2) 選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1，由圖8-11選用B型。(3) 確定帶輪的基準直徑dd，并驗算帶速v由表8-6和8-8，取主動輪的基準直徑dd180mm 驗算帶速V二dd1m二 180 960v： J9.

28、0 4 3n2s60 1000 60 1 0 0 05m s ： v ： 30m s帶速合適 計算從動輪的基準直徑dd2 二= 180 960 一。.。5 二 497.45mmn2330(4)確定V帶的中心距a和基準長度Ld 由式0.7dd1 dd2乞a。乞2dd1 dd2，初定中心距 a。= 550mm。 計算帶所需的基準長度Ld0 ： 2a°dd1 dd2 電24a°匚、(500180 f=2 550 180 50023 5502214mm由表8-2選帶的基準長度 Ld = 2240mm 實際中心距a2240 2214=563mm中心距的變化范圍為 550 630mm。

29、(5)驗算小帶輪上的包角aia =180j.dd2 "ddi57 3 *57 3°180 - 500-180147 - 90a563故包角合適(6)計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率P由 dd1 = 180mm和 m =960m s，查表 8-4a 得 p° ： 3.25kW根據(jù) m =960m/s,i =空02.9和B型帶，查表得 AP0 =0.3 0 3 k W3 3 0杳表8-5得k a二0.914，表8-2得k L =1 ,于是Pr WRk a kL =(3.25 0.303) 0.914 1 -3.25kW計算V帶的根數(shù)zPca8.4z Pr3.25=

30、 2.58取3根。(7)計算單根V帶的初拉力的最小值F0 min由表8-3得B型帶的單位長度質量q = 018kg m，所以F0 min M500-25 kaPca q v2 = 50025 0914 8.4 0.18 9.04322 = 283Nk azv0.914 3 9.0432(8)計算壓軸力Fp =2z F0 min sin a=2 3 283 sin 但=12 26 2N8(9)帶輪結構設計(略)習rW 9 - 16"且口I皿“ Ef *""M P fi *F _lzft'彳”*" .* * f!f e P1 和 Nfir *TJW

31、胯舟嘰藝 J1 OOO jPZb - i MMI1 " Q * iSf福離F弗IT時曲2£*#力幕Jtt席人 4乃別加冊“勺*昨 X主覚訊廿敲話何糞打仏山-打6J柚典血r富，？曲 N - 4«第九章鏈傳動._ a1a r b- rJ （ 30它桿骸 9 -皿-1岔陶乎-M軒鬲:甜禮鬲的電攪密片.屮桂槍為主訪輪，1心曲勺.和什樂*聶¥ W- j.膏朋也權屮玲啟輝十曲肉阿轉才并.&腔？腫輪輔域抑程慮耐一忖臨陌佔（閏* 一 口*WH?解圖（町，所示布置H唯輪按逆時針方向蜒轉合理®曲輪軸線機具賈在同王ffiifii內卜豪覺增大.卜做輪的有效瞎含

32、恆數(shù)減幾 降低門財能力，應采恥 x調整 屮右距;2.加張囁輪；3,兩輪備胃暫措施*9-2某鏈傳動傳遞的功率PkW，主動鏈輪轉速n48r min，從動鏈輪轉速匕=14r.min，載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑，試設計此鏈傳動。解（1）選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)zi =19，大鏈輪的齒數(shù) 互=izi工乙二48 19=65P 14（2）確定計算功率由表9-6查得KaN.o，由圖9-13查得Kz = i.52，單排鏈，則計算 功率為PC KaKzP =1.0 1.52 1 =1.52kW(3) 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù) PCa=1.52kW及m=48r/min,查圖 9-11，可選 16A，查表 9-1，鏈條節(jié)距

33、p = 25.4mm(4) 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距 a。二(30 50) p 二(30 50) 25.4 二 762 1270mm。取 a0 二 900mm , 相應的鏈長節(jié)數(shù)為I*0 丄 Z1 + Z2 丄Z2 Z1 1 PLp0 =2 + I p2<2 兀 / a0290019+65 65-19 )25.4=2 匯+ I x&114.325.42I 2兀丿900取鏈長節(jié)數(shù)Lp =114節(jié)。查表9-7得中心距計算系數(shù)0.24457 ,則鏈傳動的最大中心距為a = tpLp - © z2 丨-0.24457 25.42 114 - 19 65 丨：895mm(5)

34、 計算鏈速V,確定潤滑方式V niZ1p48 19 25.4 : 0.3 8 m s60 1000 60 1 0 0 0由v 0.3 8 6ns和鏈號16A，查圖9-14可知應采用定期人工潤 滑。(6) 計算壓軸力Fp有效圓周力為Fe =1 0 0p0-1 0 0 昇 2 5 9N1v0.3 8 6鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)g =1.15 ,則壓軸力為Fp 壯 KFe =1.15匯2591 止 2980N9-3已知主動鏈輪轉速n 850 r min，齒數(shù)乙=21，從動鏈齒數(shù)z 99，中 心距a = 900mm，滾子鏈極限拉伸載荷為 55.6kN，工作情況系數(shù)Ka =1 , 試求鏈條所能傳遞的功

35、率。解由 FHm =55.6kW，查表 9-1 得 25.4mm，鏈型號 16A根據(jù)p=25.4mm ,厲=850“ mi n，查圖9-11得額定功率FCa=35kW由乙=21查圖9-13得Kz =1.45且 Ka =1PPca3524.14kWKAKz 1x1.459-4解(1)選擇悵輪齒數(shù)吐2假定健謹w彌血扎由教材衰9-8取主劫謹輪齒婁川=23從動tft輪齒數(shù)z2=iil=69(2)確定犍節(jié)距P計鼻功率，Pc產KAll 25KW*由教材圖913 ttW輪轉速工作在額定功率曲送頂盤的左側°査教材養(yǎng)弘10徐彳 un心結立 =1 2?初選中心距a=40plJ-p 22/r a狀LfE爼

36、很18裁料莪A10浮選取單排樋.由數(shù)材衰頭口得Kp=i斯蒔傳遞的功辜為g 丄-* 8 55疋甲詁根據(jù)PO8 55KW和M今Sftrtam.由數(shù)材圖9-13選鏈號為10A的單排同時也 證辛廉估計鏈工佯衽額定功塞曲蝮的頂點的左側臺正的.由敦材袁乳1畫得犍 節(jié)距p=l5 S75mm(3)礪定樋長L及中心距a= (0 002 -Q 004)« = 1 29 2 58w» *奚際中心距"口 fa w 644 32 - 643Q>rm 取丹沖Im皿接近650冊，符合題目要求（3）驗算懐速* -v-斷科=5 842m/f 60*1000與煉假設相稈根據(jù)鞍材團9訂4采用袖浴

37、或飛柿滑 （0壓軸力UM.有效圓周力，7? ,= 1000-1283.81民止平詩廳.理圧鈾15,則應抽n齊=M76 3827第十章齒輪傳動10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力（用受力圖表示各力的作用位置及方向）。X解受力圖如下圖:（Q）10-2解1)齒輪A為定動輪，播輪R為“惰輪”，也就足說齒輪RBt足二動輪 乂是從功輪川価輪B J I勸輪丄哺介時作齒血繪I側.TM輪氏切從動輪 CPfi合吋.工作齒面是另一側.對于一個輪齒來講是雙齒面工作雙齒麗受載* 彎曲應力是對稱循壞接觸力是肚威猶壞.取片=1“査叡材田10-21 (d)得SttgWS度菠限應力 嘰=eOMPa *査敦材圖

38、1420 (c) W J初則其弩曲疲芳極限應力及許用應力井別為“Cm « 0.7cn = 315A/A1如= = 61。如& %帀卜心企_ = 210M&(2) 齒輪B為主動輪.A和C闔為從動輪吋.齒輪B推劫齒輪A和C的工作齒直為同一齒解面*故理曲應力和橈融應力均為脈動fit壞.仍取*£小5.務2接絶鎖勞耀度極限仍為嘰=6WM丹題曲SW限應力=450Aa-則其許用應力分別為*oM=E=c0MPa何匕二刃GM&10-3答：澳而接觸就力足脈功循環(huán)齒根彎曲應力是對稱循環(huán)。血作彎曲強度 計算規(guī) 度將圖屮査出的極限啟力值乘以0. 7.10-4答：般齒輪材料主要

39、選用鍛鋼(繼鋼或全金鋼.對十榊惟程求較低的 歯輪，將齒輪乜坯經(jīng)正火或調廣處理后切歯即為成.這時耕度町達百級，精切合 金鋼主要是淳碳后訐火*最后進行滾齒等精MIT，其精度訕達了，6級快或5級n 對】尺寸較大的齒輪,可適用鑄鋼或球墨鑄決 正火后和齒也可達呂級希麼10-5丸訃斛射亢笥疲勞強度的蠟施育：増大齒根過湫圓角半廉.消除加工力痕*可降 低齒根hvJjtfcijiJ曾人軸和支承的則度*可減小齒面局部受載,采取合適的熱處 理方法便輪世部具有足夠的韌性t在齒根部進廳噴丸、滾比等占而強度，降低齒 輪衣曲粗糙度，齒輪采用1E變位答°攝高齒面抗點蝕能力的描陥彳：捉高齒面硬度：降低表面祖糙度；增人

40、潤滑抽 粘度；提高加匚發(fā)裝精度以減小動載荷:在許可范憎內采0較人變位系數(shù)疋 傳動可增大歯輪傳動的綜介曲率半牲補充題：女口圖 (b ), 已知標準錐齒輪m = 5, Zj = 20, Z2 = 50,r = 0.3, T 2 = 4 10 N mm , 標準斜齒輪mn =6,z24，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，B應為多少？并計算2、3齒輪各分力大小。2T2解(1)齒輪2的軸向力:Fa2 二 Ft21 a as i 電 二-2T t a a s i ri22 t a as i 庵dm2m(10.5©RZ2齒輪3的軸向力：Fa3 二 Ft3ta 皆 ta a 卩 si 吊d3mz3

41、 jmnZ32 o s丿Fa2 =Fa3, "20 , T2 -T32T2m 1 -0.5% z2tan asin $込 sin BmnZ3mnz3 tan asin $ sin Bm(1 -0.5R z2由tan $=f=10=2-5.sin $ = 0.928cos $ = 0.371sinmnz3 tan asin $m 1 一0.5R z26 24 tan 200.92851 -0.5 0.350= 0.2289即 B 二 13.231(2) 齒輪2所受各力:2T22T22 漢4 匯1053Ft2223.765 103N=3.765kNdm2 m 1-0.5R z25 1 -

42、0.5 0.3 50Fr2 =Ft2tanacos $=3.765103tan200.371 =0.508103N=0.5 0 8kNFa2=Ft2ta nasi n $=3.765103ta n200.928 =1.272103N=1.272kNFn2 Ft2COS a3.765 103cos 20= 4kN齒輪3所受各力:Ft32T32T22T2d3cos B 二 2 4 10 cos13.231 二 5.408 103 N 二 5.408kN mnZ36 24cos BFr3Ft3tan a 5.408 103 tan20 =2.022 103N=2.022kNcos12.321Fa3=

43、Ft3tan B = 5.408 103 tan=1.272 103N =1.272kNcos12.321Fn3Ft33.765 1035.889 103N =5.889kNcos a cos B cos20 cos12.32110-6 設計銃床中的一對圓柱齒輪傳動，已知R =7.5kW,n1 =1450r/min,乙=26,互=54，壽命 Lh =12000h，小齒輪相對其軸的支 承為不對稱布置，并畫出大齒輪的機構圖。解(1)選擇齒輪類型、精度等級、材料 選用直齒圓柱齒輪傳動。 銃床為一般機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為 40C

44、r (調質)，硬度為 280HBS大齒輪材料為45剛(調質)，硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS(2)按齒面接觸強度設計dit - 2.323KTi u 1Ze)確定公式中的各計算值試選載荷系數(shù)Kt =1.5 計算小齒輪傳遞的力矩55T1=95.5 10P 5.5 107.5 =49397N mm1450小齒輪作不對稱布置，查表10-7，選取d =1.01由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8M Pl由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限【Hlim1=600M Pa大齒輪的接觸疲勞強度極限lim 2 二 550 MPaZ2齒數(shù)比u啟詈2.08Z1計算應力

45、循環(huán)次數(shù)叫=60m jLh =60 1450 1 12000 =1.044 1099K1 N11.044 勺0N2 := 0.502 1092.08由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KhN 1 = °.98, K HN2 - 1.0計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1KhN1 %lim1 二 0.98 6 0 05 8M P aS1【H 2 二 KhN2 尙m203 550 =566.5M P a-12)計算ditm53.577mmV 二60 1000丿14 53.577 145J 4.0 6 6 s60 1 0 0 0 計算尺寬bb = dd1t =1 53.577

46、= 53.577 mm 計算尺寬與齒高之比bmt =d1tZ153.57726=2.061mmh =2.25mt =2.25 2.061 = 4.636mmb 53.57711.56 h4.636 計算載荷系數(shù)Kv = 1.2根據(jù)V=4.0 6 m/s, 7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)直齒輪，KhKf/1由表10-2查得使用系數(shù)Ka=1.25由表10-4用插值法查得Kh廣1.420由-=11.56 , Kh 廠 1.4 2 0 查圖 10-13 得 Kf 廠 1.37h卩卩故載荷系數(shù)K 二 KaKvKh：Kh，1.25 1.2 1 1.420 =2.13 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直

47、徑dd1t J =53.577K3 213 =60.221：Kt1.5 計算模數(shù)mm 二蟲二602 = 2.32mm取 m =2.5幾何尺寸計算分度圓直徑：d1 =mz<i =2.5 26 = 65mm中心距：ad 65135 = 100mm2 2d2 二 mz2 =2.5 54 = 135mm確定尺寬:2KT,dT2.5Ze2 2.13 493972.08 16?28T2.5S89.8 ©I、 566.5 丿二 51.74mm圓整后取b2 = 52mm, b1 =57mm 。(3)按齒根彎曲疲勞強度校核 由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限牡1 -500M Pa大齒輪

48、的彎曲疲勞強度極限坯2 =380M Pa 由圖10-18取彎曲疲勞壽命 Kfn1 =0.89,Kfn2 =0.93。 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4_ Kfn1 QFe1_ S0.89 5001.4-317.86M P aK FN 2 OFe 2S0.93 5001.4= 252.43M P a 計算載荷系數(shù)K 二 KaK、,Kf：.Kf，1.25 1.2 1 1.37 = 2.0 5 5 查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)由表 10-5 查得丫局=2.6YFa2 =2.3 0 4=1.5 9 5丫也=1.712 校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式葉=竺1丫尸Ys 【斥】進行校核bdi

49、 m a a2KT1bd1mY YsF al Sa1空咤型心6“595=99.64MPa毎1 52x65x2.52KT1 bd1mYFa2YSa22 2.055 4939752 65 2.52.3 1.712 =94.61M P a所以滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，已知m=：750rmin，兩齒輪的齒數(shù)為 乙=24迄2 =108, B = 9 22',mn = 6mm, b = 160mm , 8級精度，小齒輪材料 為38SiMnMo （調質），大齒輪材料為 45鋼（調質），壽命20年（設每 年300工作日），每日兩班制，小齒輪相對其軸的支承為對

50、稱布置，試計算該齒輪傳動所能傳遞的功率。解（1）齒輪材料硬度查表10-1，根據(jù)小齒輪材料為38SiMnMo （調質），小齒輪硬度2仃269HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），大齒輪硬度217255 HBS（2）按齒面接觸疲勞硬度計算計算小齒輪的分度圓直徑d1ZEn 24 6 cos 卩cos 9 22'=145.95mm計算齒寬系數(shù)= 1.096d1145.951 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa"，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.47 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限oHimi =730MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限

51、殆訕2 =550MPa。 齒數(shù)比口呂二衛(wèi)8 =4.5z124 計算應力循環(huán)次數(shù)叫=60mjLh =60 750 1 300 20 2 =5.4 1088KlN15.4x10“8N 2-1.2 10u 4.5由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K HN 1 = 1 .04, K HN2 = 1 .126 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S = 1打h J =心“1 卬問1 J.。4" 3 色了 5 9M p a 1S1I - KHN 2 oH lim 21 . 1550cth 2605M P a由圖 10-26 查得£：1=0.75,&.2=0.88,則&.二&1&.2=1.633.14 145.95 750 卡注 sndgv =60 1000計算齒輪的圓周速度60 1000計算尺寬與齒高之比bhmnt145.95 C°s9 226mmZ1h =2.25mnt =2.25 6 =13.5mm16013.5=11.85計算載荷系數(shù)根據(jù)V = 5.729m/s ,8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù) 心=122由表10-3，查得心十心十1.4按輕微沖擊，由表 10-2查得使用系